機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)(畢業(yè)設(shè)計(jì))

1、機(jī)械變速箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)姓 名： 學(xué) 號(hào)： 系部名稱： 汽車工程系 班 級(jí)： 指導(dǎo)老師： 職 稱： 教授 設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)：（方案二）學(xué)號(hào)：23最高車速：=110-23=87Km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=66-23/2=54.5 轉(zhuǎn)矩：=210-23×3/2=175.5Nm 總質(zhì)量：ma=4100-23×2=4054Kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2100r/min車輪：R16（選205/55R16） rR=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm1.1.1 變速器各擋傳動(dòng)比的確定初選傳動(dòng)比：設(shè)五擋為直接擋，則=1 = 0.377 式中： 最高車速

2、 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 車輪半徑 變速器最小傳動(dòng)比 主減速器傳動(dòng)比/ =1.42.0 即=（1.42.0）×2100=29404200r/min =9549× （轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.11.3）所以，=9549×=3118.33685.3r/min 由上述兩兩式取=3400 r/m =0.377×=0.377×=4.65雙曲面主減速器，當(dāng)6時(shí)，取=90%輕型商用車在5.08.0范圍，=96%， =×=90%×96%=86.4%最大傳動(dòng)比的選擇：滿足最大爬坡度。根據(jù)汽車行駛方程式 （1.1） 汽車以一擋在無風(fēng)、瀝青混凝土干路面行駛，

3、公式簡(jiǎn)化為 （1.2） 即，式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=4055×9.8=39739N；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=192N.m；主減速器傳動(dòng)比，=4.402傳動(dòng)系效率，=86.4%；車輪半徑，=0.316m；滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取=0.02；爬坡度，取=16.7°=5.5.45 滿足附著條件。 ·在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.7即=7.715 由得5.457.715；又因?yàn)檩p型商用車=5.08.0；所以，取=5.7 。其他各擋傳動(dòng)比的確定： 按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系：式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，

4、各擋的傳動(dòng)比為：，=1.545所以其他各擋傳動(dòng)比為：=5.7， =3.68，=2.387，=1.545，=1為了減少高檔較大的沖擊力，高檔的傳動(dòng)比應(yīng)該比較接近，。1.1.2 中心距A初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 （1.3） 式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，商用車：=8.69.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；變速器一擋傳動(dòng)比，=5.7；變速器傳動(dòng)效率，取96% ；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=192N.m 。 則，=84.348594.1564初選中心距=90m。1.2 齒輪參數(shù)1、模數(shù)對(duì)貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同

5、步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表1.2.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表1.2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.

6、50（3.75）4.505.50根據(jù)表1.2.1及1.2.2，齒輪的模數(shù)定為4.0mm。 2、壓力角理論上對(duì)于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。3、螺旋角實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)

7、，應(yīng)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。貨車變速器螺旋角：18°26°初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。4、齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為24mm，取4mm。5、齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 1.3 各擋齒輪齒

8、數(shù)的分配1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸五擋齒輪 4-中間軸五擋變速器5-二軸四擋齒輪 6-中間軸四擋齒輪 7-二周三擋齒輪 8-中間軸三擋齒輪9-二軸二擋齒輪 10-中間軸二擋齒輪 11-二軸一擋齒輪 12-中間軸一擋齒輪13-二軸倒擋齒輪 14-中間軸倒擋齒輪 15-倒擋中間齒輪圖1.3.1變速器傳動(dòng)示意圖如圖1.3.1所示為變速器的傳動(dòng)示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。1、 確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12-17之間

9、選用，最小為12-14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動(dòng)比為 （1.4）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （1.5）=42.286 取=42即=-=42-3=292、對(duì)中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=91.94為A=92m對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos=.398 =21.43 嚙合角 ： cos=0.932 =21.52變位系數(shù)之和 =0.62查變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算精確值：A= 計(jì)算一擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =4×

10、29/cos24.07°=127.004mm =4×13/cos24.07°=56.95mm齒頂高 =3.26mm =2.38mm 式中：=0.015 =0.605齒根高 =3.32mm =4.2mm齒全高 =6.58mm齒頂圓直徑 =133.52mm =61.71mm齒根圓直徑 =120.4mm =56.95-2×3.8=48.55mm 當(dāng)量齒數(shù) =38.16 =17.113、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)（=24）由式（1.3）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 （1.6）=2.56常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （1.7） = =42.29由

11、式（1.6）、（1.7）得=11.87，=30.42取整為=12，=31，則：=5.76=5.7對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =91.5mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17°端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = =0.64查變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算精確值：A= 常嚙合齒輪數(shù)：分度圓直徑 =51.35mm =132.65mm齒頂高 =（1+0.45+0.515）×4=3.74mm =（1+0.19+0.515）×4=2.7mm 式中：=（92-91.5）/4=0.125 =0.515齒根高 =（1+0.25-0.45）×4=3

12、.2mm =（1+0.25+0.19）×4=4.24mm齒全高 =6.94齒頂圓直徑 =58.83mm =138.05mm齒根圓直徑 =44.95mm =124.17mm 當(dāng)量齒數(shù) =14.69 =37.944、確定其他各擋的齒數(shù)（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=24° （1.8）=1.65 （1.9）=43.22由式（1.8）、（1.9）得=25.29，=17.93取整為=25，=18則，=3.59=3.68對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =91.5mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.17°端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.64

13、查變位系數(shù)線圖得： 0 =0.40 =0.24計(jì)算精確值： =20.8°二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =106.97mm =77.02mm齒頂高 =2.9mm =3.54mm 式中：=0.515 =0.125齒根高 =4.04mm =3.4mm齒全高 =6.94mm齒頂圓直徑 =112.77mm =84.1mm齒根圓直徑 =98.89mm =70.22mm 當(dāng)量齒數(shù) =30.60 =22.03（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選=24° （1 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=27.35，=29.9 取整=27，=29 = =2.4=2.387對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝?/p>

14、心距 =91.94mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.72°端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.015查變位系數(shù)線圖得： =0.05 =0.48-0.3=-0.035計(jì)算精確值： 三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =88.71mm =95.28mm齒頂高 =3.165mm =2.91mm 式中：=0.02 =-0.005齒根高 =3.6mm =3.855mm齒全高 =6.51mm齒頂圓直徑 =95.04mm =87.57mm齒根圓直徑 =81.51mm =101.1mm 當(dāng)量齒數(shù) =35.53 =38.16（3）四擋齒輪為斜齒輪， （1.12） （1.13） （

15、1.14）由（1.12）、（1.13）、（1.14）得=21.53，=36.12 取整=21，=37則： = =1.47對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =92.58mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17°端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =-0.18查變位系數(shù)線圖得： =0.2 =-0.22-0.16=-0.02精確值=四擋齒輪3、4參數(shù)：分度圓直徑 =66.62mm =177.38mm齒頂高 =3.56mm =2.9mm 式中：=-0.193 =0.013齒根高 =3.15mm =3.81mm齒全高 =6.71mm齒頂圓直徑 =73.74mm =123.18m

16、m齒根圓直徑 =60.32mm =109.76mm 當(dāng)量齒數(shù) =24.83 =43.765、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=13，則：=72mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×924×(13+2)1=123mm =2=28.75為了保證齒輪10和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=28計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 = =102mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =5.57 分度圓直徑

17、 =28×4=112mm 13×4=52 mm 23×4=92 mm齒頂高 4mm = 4 mm =4 mm齒根高 =5 mm =5 mm=5 mm齒全高 =9 mm齒頂圓直徑 =120 =60mm=100mm齒根圓直徑 =102mm =42 mm =82 mm1.4 本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。第2章 齒輪校核2.1

18、 齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時(shí)滲碳層深度0.81.2時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2

19、；表面硬度HRC485312。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒13。2.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為192N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。軸 =175.5×98%×96%=165.11N.m中間軸 =165.11×96%×99%×31/12=405.38N.m軸 一擋=405.38×0.96×0.99×29/13=859.45N.m 二擋=4

20、05.38×0.96×0.99×25/18=535.10N.m三擋=405.38×0.96×0.99×23/22=358.70N.m四擋=405.38×0.96×0.99×17/18=218.69N.m倒擋=405.38××32/13=859.46N.m2.3 輪齒強(qiáng)度計(jì)算2.3.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.1）式中：彎曲應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N.mm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不

21、同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數(shù)；齒形系數(shù)，如圖2.1。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，=31，=11，=21，=0.161，=0.141，=0.11，=859.46N.m，=409.37N.m =402.52MPa<400850MPa =570.69MPa<400850MPa = = 598.52MPa<400850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （2.2）式中：計(jì)

22、算載荷（N·mm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（°）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.0重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對(duì)貨車為100250MPa。（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ，=29，=13，=0.17，=0.152，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07°，=6.0 =198.01MPa<100250MPa =233.02MPa<100250MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7

23、，8的彎曲應(yīng)力=25，=18，=0.155，=0.163，=535.10，=405.38N.m，=20.8°，=7.0 =137.65MPa<100250MPa =137.73MPa<100250MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=27，=29，=0.165，=0.16，=358.70N.m，=405.38N.m，=24.07°，=8 m=3 =162.59MPa<100250MPa =176.42MPa<100250MPa （4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=21，=37，=0.15，=0.152，=218.69N.m，=405.38N.m，

24、=18.89°，=8 ， m=3 =145.27MPa<100250MPa =151.45MPa<100250MPa（5）計(jì)算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=12，=31，=0.165，=0.16，=165.11N.m，=405.38N.m，=20.8°，=6.0 = =96.98MPa<100250MPa = =95.05MPa<100250MPa2.3.2 輪齒接觸應(yīng)力j （4.3）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計(jì)算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的

25、實(shí)際寬度(mm)；、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=29，=13，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07°，=6.0 =2×92/（2.23+1）=

26、56.95mm，=2.23×56.95=127.05 mm=11.67mm=25.29mm = =1719.36MPa<19002000MPa =1763.7MPa<19002000MPa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=535.10N.m，=405.38N.m，=2×92/（1.38+1）=77.02mm，=1.38×77.02=106.98mm=15.07mm=20.93mm = =1291MPa<19002000MPa =1352MPa<13001400MPa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=358.7N.m，=405.38N.m

27、，=2×92/（1.07+1）=95.29mm，=88.71mm=19.54mm=18.198mm = =1224.1MPa<13001400MPa =1225.6MPa<13001400MPa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=218.69N.m，=405.38N.m，=2×92/（1.76+1）=66.62mm，=1.76×72.66.62 =117.38mm=22.45mm=12.74mm = =1362.36MPa<13001400MPa =1397.37MPa<13001400MPa（5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力=165.11N

28、.m，=405.38N.m，=）=51.35mm，=132.65mm=10.045mm=26.71mm = =1226.43MPa<13001400MPa = 1117.21MPa<13001400MPa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=859.46N.m，=405.38N.m， ，mm mm mm mm=9.576mm=15.048mm=19.836mm = =1539.15MPa<19002000MPa =1909.1MPa<19002000MPa = =1909.1MPa<19002000MPa2.4 計(jì)算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受

29、力=127.05mm，=56.95mm=859.45N·m, =405.38N·mN （2）二擋齒輪7，8的受力、mm，mm=535.10N·m, =405.38N·m （3）三擋齒輪5，6的受力、mm，mm=358.70N.m, =405.38N.m=24.08°（4）四擋齒輪3，4的受力、mm，mm=218.69N.m,=405.38 N.m （5）五擋齒輪1，2的受力、mm，mm=165.11N.m,=405.38N.m=20.8° （6）倒擋齒輪11，12的受力mm，mm=859.46N.m,=405.38N.m2.5 本章小

30、結(jié)本章首先簡(jiǎn)要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對(duì)、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力，為下章對(duì)軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。第3章 軸及軸上支承聯(lián)接件的校核3.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，表面光

31、潔度不低于815。對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度16。對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少17。3.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算3.2.1 初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距=96mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對(duì)中間軸，=0.160.18；對(duì)第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=22.39

32、525.75mm取25mm；第二軸最大直徑=41.455.2mm取50mm；中間軸最大直徑=41.455.2mm取=50mm第二軸：；第一軸及中間軸：d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31第二軸支承之間的長(zhǎng)度=285.71375mm取= 291.875 mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度=333.33375mm取=325.75mm，第一軸支承之間的長(zhǎng)度=144.44162.5mm取=145 mm圖5.1 軸的尺寸圖如圖5.1所示，為便于軸承的裝配，取第一軸裝軸承處的直徑=45mm，第二軸裝軸承處的直徑=50mm。倒擋齒輪出軸徑=53mm，擋齒輪處的軸徑=55mm，擋齒輪處的軸徑=

33、70mm，擋齒輪處的軸徑=70mm，擋齒輪處的軸徑=55mm，擋齒輪處的軸徑=50mm，-擋同步器小徑=60mm，-同步器的小徑=60mm，-同步器的小徑=42mm；中間軸裝軸承處的直徑=55mm，倒擋齒輪處的軸徑=68mm，擋齒輪處的軸徑=73mm，擋齒輪處的軸徑=90mm，擋齒輪處軸徑3.2.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算1、軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計(jì)算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；慣性矩

34、（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。abLFr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算（2）二軸的剛度一檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.072mm =0.082=-0.0002rad0.002rad二檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.078=-0.00002rad0.002rad三檔時(shí)N，Nmm，mm mm

35、=0.048mm =0.11=0.0004rad0.002rad四檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.073=0.0006rad0.002rad倒檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.015mm =0.048=-0.0004rad0.002rad（3）中間軸剛度abLFr 一檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.030mm =0.076=0.0002rad0.002rad四檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.012mm =0.032=0.0001rad0.002rad五檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.003mm =0.0085=0.0001rad0.002rad倒檔時(shí)N，Nmm，mm mm=0.

36、016mm =0.043=-0.0006rad0.002rad2、軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）二軸的強(qiáng)度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=4225.44N，=9496.94N，=853538.89N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=291.20N，=5155.85N，=58822.4N.mm，=463382.02N.mm按第三強(qiáng)度理論得：N.mm（2）中間軸強(qiáng)度校核Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt1